离心压缩机和风机气动原理基础

1主讲李景银联系方式：电029-82668723(O)2流体机械原理(fluidmachinery)离心式压缩机和风机气动原理(Centrifugalcompressorandfan)0.1透平压缩机与风机的功能与分类透平机械，也称叶片机械或叶轮机械，其最主要的工作元件是吐透平机械的基本原理是：工作轮叶片旋转时与工质相互施加作用力，或叶片将能量加给工质，或工质将能量传给叶片。被动机械通过叶片将能量加给工质的机械，如(透平)压缩机、鼓风机、通风机、风扇及水泵；(被动叶片机械：a.缩机和风机：用来给气体增压与输送气体的机械。泵：用来给液体增压与输送原动机械工质能量加给叶片的叶轮机械类型，如汽轮机、燃气轮机、水轮机及风力机等。(有高温流体：汽轮机、燃气透平，不可压缩流体：风力机；水轮机：水力发电)(透平)压缩机是透平机械中的一种，属于被动机械，它是用来提高气体压力，并输送气体的机械，工业界常称为风机。●如果(透平)压缩机按其中工质流动方向，可以分为四种(见P1):轴流压缩机、离心压缩机、斜流压缩机、混合压缩机。3气体种类分的：富气压缩机、氨气压缩机等；按工作场合分的：造气鼓风机、高炉鼓风机、制冷压缩机等0.2不同压缩机的主要特征和压力流量范围(相应通风机特征类似):往复式：主要运动部件是在缸中作往复运动的活塞，如往复式压缩机。回转式：以转子旋转和压缩来提供能量，如罗茨式鼓风机和螺杆式压缩机、滑片式压缩机等。旋转的叶轮作为主要部件，给流体加功。[往复式[往复式压缩机4离心压缩机和往复活塞压缩机比较，离心压缩机有以下特点：(1)流量大：因为离心压缩机中气体是连续的，其流通截面积大，且叶轮转速高，所以气流速度较大，流量很大。(2)转速高：离心压缩机转子只作旋转运动，几乎无不平衡质量，转动惯量小，运动件与固定件间保持一定的间隙，因而转速可以提高。可以用工业汽轮机直接驱动，既可简化设备，又能利用化工厂的热量，还便于实现压缩机的变速调节。(3)结构紧凑，简单；(4)运转可靠，维修费用低。(1)单级压力比不高，高压比所需的级数比活塞压缩机多；不适用于小流量的场合。透平式压缩机中应用的最广泛的还是轴流式压缩机和离心式压缩机两种，两者各有自己气动特点和合适的工作范围。与离心式相比，轴流式有下列明显优点：1.在设计工况下效率较高；调节性能好。2.流量大、体积小、重量轻。其缺点也十分突出：1.稳定工况范围较窄，性能曲线较陡，变工况性能较差，容易发生喘振工况。对操作人员要求高对工质中的杂质比较敏感，叶片易受磨损。0.2.3容积式和透平式压缩机的压力流量范围：5排气压力2排气压力2离心式压缩机轴流式压缩机回转式压缩机活塞式压缩机00.2.4离心式压缩机的应用范围广、适应面广，主要用于：1)冶金：高炉鼓风(大型高炉常用轴流):氧气炼钢用氧压机；空2)石化：合成氨装置用四种离心压缩机(空压机、原料气、合成气和氨冷冻压缩机);生产尿素用二氧化碳压缩机；甲醇行业(甲醇合成气中带有固体粒子和液滴);乙稀行业；炼油企业(催化60.3离心压缩机各部件的基本功能和典型结构沿流动过程介绍：气体由吸气室吸入。通过叶轮对气体作功，使气体压力，速度，温度提高然后流入扩压器，使速度降低，压力提高，弯道、回流器主要起导向作用，使气流流入下一级继续压缩。最后由未级出来的高压气体通过蜗室和出气管输出。7按流道中气体先后流过的元件不同功能分，主要有六个元件：(1)进气室(吸气室):把气体均匀地引入叶轮。(2)叶轮：在叶轮内进行能量传递，提高气体的动能和压力能。(3)扩压器：把叶轮出口流体的高速动能转换为压力能。(4)弯道：在多级离心压缩机中，引导气体进入下一级，继续进行压缩，提高气体压力。(5)回流器：使气流按所需的方向均匀地进入下一级从中可以看出、气体反复沿流道进入下个叶轮中，因此，可以进一步引入段和级的概念：级：级是离心压缩机使气体增压的基本单元，由一个叶轮及其附属的缩机隔离程N+1个段。0.3.2.离心压缩机的结构离心式压缩机的零件很多，总体可以为转子和静子两部分。转子：离心压缩机中可以转动的零部件统称为转的元件，主要由主轴、隔套、叶轮、平衡盘等组成。8半开式和双进气三大类；加工类型分为铣制焊接、铆接、铣制铆接和主轴一般为阶梯轴；隔套为定位所用，同时保护主轴；平衡盘为平衡叶轮两面压力不平衡导致的轴向力，位于高压端，轮的气体高压作用，另一面通大气或进气管，受低压气体作用。缩机中所有不能转动的零部件。它是由机壳(一般构成吸气室和蜗壳等)、隔板和密封等组成。机壳：也称气缸，是静子中最大的零件，常用铸铁、铸钢或焊接件而成；对于高压离心压缩机，都采用圆筒形的锻钢件。机壳一般有9水平中分面。进气室和蜗壳一般是机壳的一部分。密封有两大类：外密封和内密封：外密封防止气体向外泄露，位于主轴两端(轴端密封);内密封为防止气体在级间倒流，有隔板密密封和轮盖密封两个。密封形式常用迷宫式密封。隔板：隔板的作用是把压缩机每一级隔开。隔板相邻的面构成扩压器通道，来自叶轮的气体通过扩压器把一部分动能转换为压力能。隔板的内侧是回流器。气体通过回流器返回到下一级叶轮的入口。回流器内侧有一组导流叶片，可使气体均匀地进到下一级叶轮入口。0.4级的典型结构1.定义：级是离心压缩机使气体增压的基本单元，由一个叶轮及其(徐忠书里面的定义：离心压缩机的级，从其基本结构看，可以分为中间级和末级两种：中间级包括叶轮、扩压器、弯道和回流器，除了段中的最后一级外，其余都是中间级；末级由叶轮、扩压器和蜗室组成。)a.中间级：由叶轮、扩压器、弯道、回流器组成；b.首级：由吸气管和中间级组成；c.末级：由叶轮、扩压器和排气蜗室组成。3.离心压缩机的级的特征截面(以中间级为例)图1-13,第21页in——吸气管进口截面，即首级进口截面，或整个压缩机的进口截面0——叶轮进口截面，中间级、末级的进口截面；2——叶轮出口截面3——扩压器进口截面4——扩压器出口截面(即弯道入口截面)5——弯道出口截面(即回流器进口截面)6——回流器出口截面0'——本级的出口截面(也是下一级的进口截面)对于末级还有：7——排气蜗室进口截面out——排气蜗室的出口截面，即末级出口截面。或整个压缩机的出口截面。(1)叶轮：是唯一对气体做功的部件。气体进入叶轮后，在叶片的推动下跟着叶轮旋转，由于叶轮对气体做功，增加了气体的能量，因此气流流出叶轮的压力和速度都有增加a.按整体结构分：闭式、半开式和双面进气三种。b.按叶片弯曲的形式分：后弯型、前弯型、径向型三种离心式压缩机多采用后弯式叶轮，因为效率高，稳定工况区宽。前弯型叶轮级的效率低，稳定工况区窄。(2)扩压器：气体从叶轮流出时，速度很高，为了充分利用这部分速度能，常在叶轮后设置流通截面逐渐扩大的扩压器，以便将速度能转变成压力能。无叶扩压器：结构简单、级的变工况的效率高，稳定工况区宽，通常较多采用。叶片式扩压器：设计工况效率高，但结构复杂。(3)弯道：为了把扩压器出来的气流引入下一级叶轮去进行压缩，在扩压器后设置使气流由离心方向改变为向心方向的弯道。(4)回流器：为了使气流以一定方向均匀地进入下一级叶轮进口，设置回流器，在其中一般有导叶。(5)蜗壳：将由扩压器(或直接由叶轮)出来的气流汇集起来并引出机外，另外，由于蜗壳的曲率半径和通流截面的逐渐扩大，它也起降速扩压的作用。(6)吸气室：其作用是将需压缩的气流，由进气管(或中间冷却器出口)均匀地导入叶轮去增压。另外，为了防泄漏，机壳的两端装有前、后轴封，在级与级之间和叶轮盖进口外缘面处，还分别装有密封装置，为了平衡作用在止推轴承上的轴向力，常常在机器的一端装有平衡盘。离心通风机的通流部分主要包括三大件：进风口(大型离心风机用进气箱)、叶轮、蜗壳；各元件的功能与离心压缩机的一致，是离两级离心风机很少见；但，双进气离心风机很多(多级离心压缩机的双进气如何处理?)气室(进气箱)组成，(不再包括隔板),有时需要密封。1.流量(1)容积流量m³/h,m³/min,m³/s,在空分、石油和化工行业常用标准状态下的容积流量为指标，称标准容积流量。所谓标准状态，对压缩机而言，是指压力和温度分别为101325Pa和273K,相对湿度为零的大气状态。(对通风机是完全不一样)2.进出口压力和压比固定式压缩机常用进出口压力表示(而且常用表压),Pin,Pout燃气轮机压气机常用压比表示其性能，ε=Pout/Pin(基本上用绝压)3.工作转速转/分，rpm0.6.2通风机的主要性能参数1.流量：有容积流量和质量流量容积流量一般指标态有m³/s,m³/min,m³/h2.压力通风机的压力是指压升，即气体在通风机内压力的升高值，或者说通风机进出口处气体压力之差，它有静压、动压、全压之分，单位有Pa(N/m²),mmHg等。1)气体的静压、动压、全压气体给予于气流方向平行的物体表面的压力称为静压Pst气流速度无损失的转化为压力所具有气流压力为动压Pd动压与静压之和为气体全压，P=Pd+Pst2)通风机的全压、静压、动压全压，即通风机进出口截面的全压之差。静压，即通风机全压减去风机出口动压。动压，即风机出口气流所具有的动能无损失转化为压力的数量值。3.转速：一般常用转/分，即rpm.4.轴功率：单位时间传递给通风机的功率。5.效率：有多种衡量指标。6.通风机标准进口状态：我国规定：工质为空气、压力为101325N/m2(760mmHg)、、相对湿度φ为50%的湿空气状态p=1.2kg/m³。0.6.3通风机的主要无因次参数0.6.3通风机的主要无因次参数通风机的无因次参数是将通风机的主要性能参数与通风机的特征值联系起来。主要有以下几种。一)压力系数流量系数功率系数比转速0.6.4离心通风机的命名方式：压力系数比转速机号从原动机正视通风机：顺时针为右转，反之称为“左”转。0.7流体机械的发展趋势0.7.1创造新的机型：超大流量、超小流量、轴流离心复合式0.7.2流体机械内部流动规律的研究与应用。0.7.3高速转子动力学的研究与应用。0.7.4新型制造工艺技术的发展。0.7.5流体机械的自动控制：防喘振控制。0.7.6流体机械的故障诊断。(1)沈阳鼓风机厂：主要引进意大利新比隆技术，主要生产石化(2)陕西鼓风机厂：主要引进瑞士苏尔寿公司技术，生产轴流压(3)上海鼓风机厂：生产电站通风机。(4)重庆通用机器厂：制冷离心式压缩机。(5)国内各通风机制造厂：(1)美国克拉克公司(darkBrosCo)(2)美国cooper-BessemerCo(3)意大利新比隆公司(NuovoPismone)(4)日本三菱重工业株式会社(5)日立制作所(6)日本石川岛磨重工业株式会社(IHI)1、焊接工艺的应用范围有了扩大趋势2、数控加工设备普及CAM系统有更进一步的发展3、新的辅助设备的应用，如干气密封。磁力悬浮轴承4、新材料量转换机械，它被原动机(电机或工业汽轮机)拖动，消耗机械能以由于离心机内部流动非常复杂，是三维非定常运动，为了简化分均值来表示，这样气体运动也就是一维定常的(即一元定常流动假1.1欧拉方程式1.1欧拉方程式夹角定义：绝对气流角度α为C与U方向夹角相对气流角为W与U的反方向夹角1.1.2欧拉方程原动机传递给叶轮的功率为p=Mw,M为传给叶轮的力矩，①为动量矩定理：理论力学告诉我们，质点对某定点(轴)的动量矩对时间的导数，等于作用力对同一点(轴)的矩。动量对某点的矩为t₁时刻：容积1-1到2-2的气体容积11到22的气体移动到1'1'和2'-2′,1'到2-2之间的气体动量矩没有变矩变化就为叶轮对转轴的力矩之和：流出的动量矩为M₂=F₂×(△mC₂)所以，力矩为∴叶轮给单位质量流体传递的能量为据能量守恒，传递给叶轮的能量就是气体获得的能量，所以，对可压、不可压均适用，因此处理压缩机和高压风机时要用该式，通风机和水泵也可以用它。此为欧拉方程第一形式。根据三角形的余弦定理，可以获得欧拉方程的第二形式(1)欧拉方程对理想和实际气体均适用(2)对可压不可压流体均可以，被动机械和原动机械也都可以。热力学第一定律指出：自然界中的一切物质都具有能量，能量不可能被创造，也不可能被消灭，但能量可以从一种状态转变为另一种状态，能量的总量保持不变。热力学第一定律对开口系统(即控制容积，适用于流体机械的能量方程)和闭口系统(控制质量，热力学第一定律)的具体表现方式是不同的。1.2.1叶轮机械的能量方程(开口系统的能量转换过程)取一开口控制体，假定：1.在该控制体的进出口流动参数均匀分布；2.忽略位能差与外界热交换(因为气体密度很小，流体机械内的流速都很快，壳体散热核位能差与叶轮加功相比是很小的);流动为定常流动(则流入和流出控制体的流量守恒)。据能量守恒定律，进入控制体的能量和流出的能量，以及外界对流入和流出控制体的流体做功的总效应守恒。故得：单位质量流体流入的能量为：总能量e,=内能“,+动能进口处气体所做的推动功为p,v,单位质量流体流出的能量为：气体能量推动功为pv₂叶轮对单位质量气体的作功为L则能量方程为因为焓与内能的关系为；=u+pv对理想气体，上式可以进一步改写为由于能量只能在叶轮中加入，所以，经过叶轮的气体总温不断增加；对于静止元件，由于无外功加入，静止部件的总温保持不变能量方程是用来计算气流温度(或焓)的增加和速度的变化。1)能量守恒是在质量守恒的前提下得到的，即要满足连续方程2)方程式对是否粘性气体都是适用的，摩擦损失，分离损失最终是以热的形式加到气体里面3)在实际离心压缩机的叶轮流动中，原动机传给叶轮的总功要包括理论能量头(叶轮传递的)、内漏气导致的无用功和轮阻摩擦导致的无用功4)对气体流过静止通道，即绝能流，有1.3伯努利方程如果我们选取一闭口系统，该系统在流道内不断流动。加入该封闭系统的热量(包括流动损失导致的热量增加)使气体内能增加，膨胀作功，按能量守恒定律(对随动观察者而言),可得：dq+dq,=du+pdv=du+d(pv)-以有如果对该式在状态1和状态2积分，有假定外部加入的热量为0,所以，有由此可以看出，由于损失的存在，压缩功可以达到的实际压力下损失项一般应包括全部损失，即流动损失、轮阻损失和漏气损失)1.3.2.伯努利方程的推导和物理意义从能量转换的两个不同的分析侧面，可得到如下方程由此，可得到叶轮伯努利方程，伯努利方程的物理意义：叶轮加给气体的功，用于提高气体的压力和动能，并克服全部损失。如果减去轮阻损失和内泄漏损失，则可得到叶轮的理论功与叶轮内的流动损失的关系该方程适用于一级，也适用于多级、整机或其中的任意通流部件。(该方程也可以直接根据能量守恒原则得到，即：叶轮对气体做功，等于其静压力的提高、动能的增加和克服流动损失，故；从整个压缩机的级而言，原动机传给叶轮的总功转换为下列四部分(1)提高静压能(2)提高气体的动能(3)克服流动损失(4)克服内漏气损失，轮阻损失对叶轮内部流动而言，对叶轮内部流动而言，所以，气体在扩压器内部流动时，其动能的减少使静压能进一步提高，流动损失的存在使压力增加量减小。若流体为不可压缩，如液体和通风机的气体，则其密度为一个定值而对于可压缩的流体，只需获得p=f(p)函数，即能积分求出静压能。1.4气体压缩过程与压缩功(补充热力学基本公式理想气体热力学基本公式波义耳-马略特定律(等温)pv=const盖吕萨克定律(等压)一般情况可得理想气体状态方程所以，定容比热为定压比热为理想气体的定容和定压比热是温度的单值函数故得以及对于绝热过程，就是整个过程系统与外界没有热量交换，当然也没有损失导致的热量增加，即dq=0据状态方程，进一步可得推导积分，得→Inpv⁴=const=pv²=const2以上为绝热过程的过程方程式。如果是多变过程，则为pv"=常数又由理想气体状态方程可得过程初终态参数的关系为代入，消去压力比值，得若消去比容，则得补充完毕)1.4.1压缩功和通风机的压升伯努利方程中静压能的提高，对应于气体的压缩过程，其所需要的功称为压缩功，亦称有效能量头。对于不同的压缩过程，其对应的压缩功是不同的。1)多变压缩功多变过程pv"=常数或进一步2)等熵绝热压缩功等熵过程的过程方程式为pv⁴=常数所以，将多变过程的指数n直接换成等熵过程的k就可以得到等熵绝热压缩功3)等温压缩功对于逐级冷却的压缩机，最好采用等温压缩功计算等温过程方程式pv=RT=const以上得到了三种最常用的压缩功的计算方式。4)通风机的压升通风机一样遵守伯努利方程因为通风机的密度不变，所以，可以简化计算，将积分式直接求离心通风机压升可以不可以按压缩机的计算呢?通风机的耗功怎么测量?压缩机的怎么测量?为什么?**通风机的全压、静压、动压全压，即通风机进出口截面的全压之差。静压，即通风机全压减去风机出口动压。动压，即风机出口气流所具有的动能无损失转化为压力的数量1.4.2气体的压缩过程在T-s图和p-v图上的表示方法在p-v图上，无热交换的压缩机过程为1<k<n,表现都为指数形式，见下图，压缩功都是曲线下面向压力坐标投影的阴影部分P21V在T-s图上，曲线的情况就要稍微复杂一点已知熵的定义为ds=d0按热力学第一定律所以，可得对于等压过程，上式可以表示为所以，上面式子表示等压过程线在T-s图上是指数曲线上面式子表示等压过程线在T-s图上的T曲线下的面积就表示加入或由气体中传出的热量，和气体的焓的变化是一样的。(定压比热的定义即由此得到的)(上面两个式子对应的图见图1-5,15页)1)等温过程dQ=Tds表示热量Q的积分结果为T曲线下的阴影面积又因为等温过程与外界有热交换，可知压缩功等于热量的负值，即向外放出的热量就是气体的压缩功。2)绝热过程(等熵过程)定义为对外没有热量交换，同时没有损失导致的热量增加，所以，热力学第一定律的热量为零，即dq=0且ds=0。因此ds=0,T-s图上的过程线为垂直向上的一条直线1-2'。因为dq=du+pdv=dh-vdp=0=vdp=dh=W绝热压缩功=气体焓的增加=在等压线下积分Tds的热量见图1-8,16页从图1-7和1-8的对比可以看出，等温压缩功比较小，这是因为温度越高，使分子靠拢就需要更大的功，同样压比下，进口温度越高，压缩功需要越大。采用冷却方式可以使压缩过程接近等温过程，减小压缩功，现在有两种方式，一种是中间冷却，一种是级间冷却。下图为级间冷却dq+dq,=du+pdv=du+d(pv)-vdp=d(u+p情况1与外界无热交换，但是有损失导致的热量增加dq+dq,=dh-vdp=dq,+vdp=dh=1-9,17页情况2与外界有热交换(压缩机一般向外界放热，即冷却),同时也有损失导致的热量增加过程见图1-10,实际过程为1-2,如果假设损失产生的过程见图1-10,实际过程为1-2,如果假设损失产生的热量和无热量交换的情况一样(为1-2"线下的面积),则放出的热量应该为1-2曲交换的情况一样(为1-2"线下的面积),则放出的热量应该为1-2曲线下面积，但是，由于损失导致的热量也应该放出，所以，放出的热量Q是1-2和假想的1-2"两条曲线下的面积，多变压缩功=焓+放出的热量Q-多变过程产生的热量。由图可见，压缩功减小了。上述几种情况的综合可见图1-11,图1-12,17页。1.5级的总耗功和功率叶轮总耗功=叶轮对气体做功+轮阻损失+内漏气损失而叶轮对气体做功为叶轮出口处气体的周向分速度系数叶轮按质量流量计算的耗功为P=qW,=qm9“由于有内漏气，叶轮中总的流量要增加，同时还有轮阻损失，所以，叶轮总的功率消耗为P=(qm+qm)W+P所以，单位质量有效气体流量的总耗功就是上式就是漏气损失系数和轮阻损失系数的定义和来历对通风机而言该怎么求?总耗功多大?总压多大?1.6级中气体状态参数的变化1.6.1滞止温度和滞止压力滞止温度：与外界没有热交换的情况下，流动的气体速度滞止到零时的温度，用Tst表示。滞止压力：与外界没有热交换的情况下，气体动能无损失的全部转变为压力能时的气体压力。据能量方程，有,可以计算和测量出滞止温度由滞止温度，可以计算出滞止压力据能量方程和伯努利方程可以分析，沿流道的温度变化、压力变化和比容变化设多变过程指数为m得指数系数压力比比容比第i界面密度为因此，按能量方程计算出第i截面的温度就可以计算出各种需要的气体参数了。由能量方程已知所以，表示压缩机各元件的压缩过程的效率的表示为由于计算压缩过程的方法有多种，相应的压缩功的大小也有多种，计算公式如下。(理想气体，但是，T2ad是假想的数值);所以有公注意，本书中效率的分母采用总功，这从一个级或一个压缩机的投入产出比来看，也是合理的。1.多变效率因为级的进出口速度动能差很小。所以，可以通过测量进出口温度和压力，求出压缩机的多变效率。2.定熵效率T2ad是假想的数值，是按等熵过程的压力计算出来的温度3.多变和定熵效率的关系4.等温效率用于具有冷却的压缩机，表示实际过程接近等温的程度。5.流动效率压缩机级组效率：压缩机第一级进口到末级出口(不包括进出气管道)级效率：某级进口到出口(下级进口)我们轴流压缩机书中的静止参数的效率的分母与离心压缩机的不同(离心的分母是总功，轴流的是静温的差值),这主要是约定的不同，比如，美国NASAsp-36报告中的轴实际过程离理想情况越远，》越低。而实际压缩过程是多变过程，表示损失占20%。(例如交大到大差市距离离为0.8km,0.4km不能说是损失。)气体的动能，所以，也可以用滞止参数来表示，如滞止绝热效率全压效率、静压效率，其他定义见(19页、&2-5,书43页)3流量和流量系数3流量和流量系数,一般用出口的值讨论：在u、92,、b₂/D,一定时，转速n与体积流量的平方根成反比。因此，体积流量大，应采用低转速，反之体积流量小，应采用高转速。在u,、Ø2,、q一定时，压缩机转速与相对宽度b₂/D,成正比：由于体积流量是逐段逐级减小的，而同一根轴的转速是相同的，所以选取转速时，应使第一段第一级流量最大时的b₂/D₂,和末段末级流量最小时的b₂/D,值都能在合适的范围内。有时因流量很小，压力比较高，或采用多段后体积流量变化较大，在同一根轴上很难满足各段各级对b₂/D₂值的要求时，为此，可采用多缸、平行轴或多轴型结构的压缩机，使各根轴采用不同转速，以满足b₂/D₂的要求。确定转速时，必须考虑到诸方面的因素。一个非常重要的因素，就是压缩机的工作转速避开其自身的临界转速。有时，只能牺牲一些气动特性，以保证安全可靠性。此外，在提高转速时，要注意增速器设计和制造的可能性。随着齿轮转速增高和传递功率的增加，制造可靠的增速器的困难也增大了，而且对压缩机安全运行等也会带来一定困难。因此，对固定式压缩机转速不宜选的太高，一般在20kr/min以下，小流量时还可以适当选大些。即叶轮或叶片扩压器喉部出现音速的工况。不做详细讨论。系数，如多变能量头系数、定熵能量头系数等。能量头系数可以表示叶轮的做功能力。类似通风机的压力系数。1轴向旋涡及其对能量头的影响且黏性很小，故叶轮在旋转时，气体只能跟着做平移运动，而不能跟着叶轮一起旋转，所以在相对坐标系中形成一个与叶轮旋向相反得涡流，称为轴向涡流(或旋涡)。轴向旋涡使叶轮做功能力减低，但是与叶轮效率没有直接联3.有效通流面积对能量头的影响由于气体有粘性，在叶轮内形成边界层，使得叶轮出口速度在子午面和回转面都不均匀，总体使得实际叶轮出口速度增大，做功能力减低。第二章级中的能量损失1总论级内的各种能量损失级内的能量损失有三种：级内的流动损失、漏气损失和轮阻损失。离心压缩机级中的能损失分为：能量损失轮阻损失级内的流动损失包括：摩阻损失、分离损失、冲击损失、二次流损失和尾迹损失。第一节摩擦损失由于流体的粘性而产生的能量损失。流体在壁面处流速为零，在流道的中间部分流速最大，这样在主流区与近壁面间就存在着一个速度梯度较大的薄层，称为边界层。边界层内流体之间存在着内摩擦力或粘滞力，为了维持流体的流动，就必须外加能量来克服摩擦力，造成的能量的损失。这就是摩阻损失。常用沿程阻力计算公式计算管道的当量直径de=4Re=4A/U=4*断面面积/湿周第二节分离损失在离心压缩机减速增压的通道中，沿着流动方向主流区的速度不断下降，静压上升。边界层的流动由于得不到主流区足够的能量传递而速度减少，厚度逐渐增加，当与主流内同样大小的逆压梯度导致边界层内流体停滞不动时，再往前移动，边界层内流动就会因为抵抗不住迎面的压差阻力而产生局部倒流，这就是边界层分离，它产生的损失称为分离损失。抑制分离的参数(1)当量扩张角园锥形扩压器的扩张角对压缩机叶片而言，进口面积出口面积一般压缩机通道内的当地当量扩展角0<6°~7(2)叶轮内的流动扩压度(3)叶轮的扩压因子w吸力面气流最大速度w.叶片进口速度w叶片出口速度下标s表示非工作面一般要求D<0.4。(4)叶轮子午面和回转面上气流的分离边界层的存在。但是叶轮中边界层受离心力作用，其生长不象静止元件如叶片扩压器那样快，所以，叶轮效率一般比扩压器效率高。(5)冲击引起的分离损失。冲击损失速度分解：w₁=WK+Wi>0和i<0对叶轮边界层分离的i>0叶片非工作面前缘产生很大的局部扩压度，边界层分离，并向叶轮出口逐渐扩大i<0,叶片工作面前缘产生较大的局部扩压度，但由于气流惯性力的作用，限制的分离的扩大，且由于流量增大时流道的扩压度减小，边界层分离不易发展冲击损失当流量偏离设计工况时，流体的进口角与叶轮或扩压器的进口安装角不一致，造成气流对叶片的冲击，形成了冲击损失第三节二次流损失叶轮叶道是弯曲的，并且其中存在着轴向漩涡。因此，叶道中的气流速度分布是不均匀的，在工作面侧最低。而叶道内的压力分布恰好相反。由于压差的作用，造成气流有工作面向非工作面的流动，即二次流。它是一种与主流方向相垂直的流动，加剧了叶片非工作面边界层的增厚与分离，造成二次流损失。二次流一般发生在叶轮叶道、吸气室及弯道等有急剧转弯处，而且曲率半径越小，则损失越大。因而，为减少二次流损失，应在这些地方取用大的曲率半径或设置导流叶片，或适当的增加叶片数目，减轻叶片的负荷。射流尾迹结构第四节尾迹损失由于叶片的尾缘有一定的厚度，气流流出叶道后流通面积突然扩大，有一定的突扩损失，另外，叶片两侧的边界层叶在此处汇合，造成许多漩涡，主流带动这些漩涡，造成的损失即称为尾迹损失。为了防止或减少尾迹损失的形成和影响，可以将叶片出口处削薄，或以上各种损失往往不单独存在，随着主流混在一起相互作用、相互影第五节Re数和Ma数对流动损失的影响实验表明，小于临界临界雷诺数，效率开始下降，大于的时候，影响不大。惯性力与气体弹性力的比值。头系数下降，大于临界时，损失增大。第六节级的性能曲线理论能量头hm=u²(1-φ₂ctgβ₂)由于以下因素，导致曲线再发生变化3由于流动损失导致的压力下降4由于冲击损失导致的压力下降神第七节漏气损失1.产生漏气损失的原因：①轮盖漏气：由于叶轮出口压力大于进口压力，这样就有部分气体经由叶轮与轮盖的间隙流出，重新进入叶轮进口，随主流再次流出，造成无用的重复循环，形成无用的能量耗费。②隔板漏气：级的出口压力大与叶轮的出口压力，这样就有部分气体经由隔板与轴套的间隙流回到离心压缩机前面级，造成损失。2.密封件的结构形式及泄漏量的计算(1)密封件的结构形式及用途a.迷宫式密封：又称梳齿密封，是一种非接触性密封，包括以下几种型式：i曲折性密封(图2-44)ii平滑型密封(图2-45)iii阶梯型密封(图2-46)iv径向排列的迷宫密封(图2-47)v蜂窝型的迷宫密封梳齿密封主要用于离心压缩机级内轮盖处的密封、级间密封和平衡盘的密封上，也可以作为轴端密封中的辅助密封。b.机械密封主要用于整级轴的端部密封。机械密封主要由动环、静环、弹簧和端盖组成。动环与轴一起高速回转，静环用弹簧连接在端盖上，静环是静止不动的，靠弹簧的压紧力与动环的端面紧密接触，以达到密封的目的。由于两密封面为端面接触，所以又称为端面接触式密封。机械密封的形式多种多样，有单端面、双端面密封；又有单弹簧、多弹簧结构；平衡型或不平衡型。密封材料：动环一般为硬质材料，静环材料相对为软质材料。c.浮油环密封浮油环密封主要用于高压离心压缩机的轴封上，亦称液膜密封。液膜密封元件主要有几个浮动环、间隔环、甩油环和轴套组成。浮油环的密封原理，就相当于把整个浮环套在轴套上，在环与轴套间注入高压油，形成油膜，阻止气体流出。由于浮环能与轴自动对中，能明显的减小油膜密封的间隙值，从而减小带压液体的用量，也大大减少漏油量。而且，浮环与轴不发生接触摩擦，故运转平稳，使用寿命长。特别适合与大压差、高转速的场合，解决了离心压缩机向高速发展的一个技术关键。d.干气密封干起密封与机械密封、油膜密封之间的最大不同是采用的密封介质为气体，在密封动环的端面上开有一圈沟槽，进入槽内的气体的动压效应产生开启力，使动、静环两端面产生微小的间隙，其间的泄漏量甚微，而且省去了密封油系统，结构简单、工作可靠，故日益受到重视与推广应用。(2)密封泄漏量的计算(对每个密封齿都成立)因为各个密封齿间的空间相对密封间隙为无穷大，所以，温度T不变，且pv=RT=常数(一)对于间隙中的气流速度小于声速的漏气量的计算假设经过密封齿很多，故间隙的压降很小，依伯努利方程得9=Acp=A√2pAp(式中间隙面积A=πDs,D、s:间隙直径和大小)沿密封齿长度方向的压降为其中密封长度/密封齿数→考虑实际情况，加入修正系数，得对径向密封，间隙面积取A=√A₁A₂=sqrt(半径最小处×半径最大处)(二)气流中出现声速的漏气量计算声速一般最先在最后一个密封间隙中出现，因为该处的体积流量最大，将最后一个密封齿前的气体物性的用下标x表示，则而通过其余密封的漏气量为所以，式(2-17a)和(2-18)应该相等，故,代入(2-18),得令k=1.4,则a=2.145,式(2-20)化简为系数可取0.8。密封中是否出现声速需要判断。如下若k=1.4,则a=2.145,所以可得(三)轮盖密封的计算3.密封设计中应注意的问题1)密封齿数目：6<Z<35;2)s=0.2+(0.3~0.6)*D/1000.第七节轮阻损失叶轮旋转时，轮盘、轮盖的外侧和轮缘都要与周围的空气发生摩擦，引起轮阻损失。首先，旋转圆盘的侧面的环形基元面积dA为个dA=2πrdr→→基元上的摩擦力个摩擦力作用的阻力矩为假定密度不变，积分得所以，一个圆盘的侧面上的阻力矩所做的功率为两个为圆盘的外缘所在的圆柱面所受力矩为轮阻损失的功率总和为其中系数该计算系数K与轮盘周速的Re数，圆盘与壁面间隙B和圆盘表面粗糙度有关；一般由圆盘实验得出。定B/D2时，对磨光圆盘，在一定范围内，有：对一般车削圆盘，在一定范围内，有轮阻损失系数为窄叶轮的流量系数小、周向分速度系数也小，所以，轮阻系数较大。偏离设计工况下的轮阻损失系数与设计工况的关系为第三章叶轮能量传递元件，最主要的部件。第一节叶轮典型结构比较一反作用度又c₂=u₂-C₂,ctgβ₂∴β₂越大，反作用度越小(反作用度大→叶轮效率高)二、叶轮效率由能量方程已知所以，表示压缩机各个部件的效率为所以，叶轮多变效率为定熵效率可以类似获得一般按叶片出口角度大小来区分(而不是看叶片弯曲方向)左右时，为直叶片。1)反作用度：前<径<后，而叶轮效率高2)前弯叶片气流转折角度大、叶道短，所以，扩压度和当量扩展角大，易发生边界层分离；效率低3)前弯叶片叶道内速度分布不均匀程度严重，而且轴向涡流还加重了这种不均匀性，这种流场更恶化了后面固定元件的进口条件4)最后，前弯叶片出口速度C2由于受到许用Ma数限制，圆周速度不能太高，实际的做功能力也受限制；后弯叶片可以通过采用较高的圆周速度提高做功能力15-30度叶片出口安装角度的叶轮称为强后弯型(或称水泵型)30-60度，后弯型(或称压缩机型)叶轮径向有两种：叶片出口角度为90,进气气流为径向进气的普通型，4种叶轮的对比：叶片出口安装角最佳流量系数能量头系数最小工作范围中zrmin/φ₂最佳稳定工作范围中2r,max中2r,mi级的多变效率7对小流量级，主要矛盾是增加叶道宽度，强后弯叶轮可以用小的流量系数，从而获得较大的宽度，减小叶道内的流动摩擦损失；但是，在转速、流量和压比相同时，由公式可知，当采用强后弯型叶轮，因为Fai,2u小，所以，U2要很大，所以，其要小，所以其内泄露损失和轮阻损失较大。(看公式2-34,P55;和公式2-27,P52页)第二节叶轮的主要结构参数D₂—叶轮外径；D。—叶轮进口直径b₂—叶片出口宽度β—叶片进口安装角β₂—叶片出口安装角叶片数r—轮盖进口圆角半径y,8—叶片进口斜角、叶片厚度0—前盘(轮盖)倾角，从强度考虑，一般小于12度。叶片进口宽度b1是轮盖延长线与叶片进口中心点直径处的交点的宽径的交点的宽度。1.圆弧叶片片好。轮参数D₁,D2,β和β,令圆弧的曲率半径为R,圆心所在半径为R。,按式R。=√R(R-D₂cosβ₂A)+(D₂/2)²(3-9)2.直叶片3.叶片阻塞系数△为铆接叶片的折边宽度，而delta为叶片厚度(铆接叶片已基本第三节能量头、周速系数的计算由于轴向涡流的作用，实际叶片出口周向分速度不如无穷多叶片数时那么大，要减小一些。要用实际的圆周速度设计和正确计算出周速系数。周速系数。定义：h=c₂u₂=u一般常用滑移系数来考虑此影响。一、斯陀道拉公式斯陀道拉假定：轴向旋涡。=转速。旋涡直径为叶轮叶道出口宽斯陀道拉公式该公式作了气体无粘性、气流速度均匀的假定。实验证明：对于叶栅稠度较大，叶轮较宽的后弯型叶轮，计算误差较小(对叶道相对长度较大、叶片数目较多的后向叶轮较为合适)。对于窄叶轮，误差较大。另外还有半开式径向型叶轮的滑移系数的计算公式、以及根据实验数据整理的周速系数的计算公式。第四节叶轮主要结构参数对级性能的影响叶轮的主要几何参数对级性能有着明显的影响一叶轮进口子午面参数重要影响参数：叶轮进口相对直径D。/D,,轮毂比d/D₂,叶片进口相对直径D,/D,,轮盖进口段曲率(或比值r/b,),速度系数k=c,/e。要求：在叶轮进口造成一个低Ma数(低速)、均匀的流场一)叶轮进口相对直径D。/D,故得-→进一步推导为：,其中将上式对D0/D2的值求导，相当于对下式求导：并令其等于0,可求得W1的最小值一般为1.0～1.05;K。=c/c。(叶轮叶片进口前速对上式进行的实验验证发现：表3-3和图3-18,3-191.轮毂比d/D,越大，进口直径比偏离其最佳值对性能的影响越明显。2.进口直径比相对其最佳值变小，效率和压力在全工况范围内恶化；略大于最佳进口直径，效率和压力在大于设计流量时有所改善，小于设计流量时略有恶化。3.叶轮进口可以选择比最佳进口直径略大2-3%,但不能小。二)叶片进口相对直径D,/D,也可以称为轮径比a=D,/D,,在前面选择进口直径D₀时，已经确定一般轮径比a=D,/D,在0.45-0.65之间，更合适的为0.5-0.6,如果不在此范围，应通过改变转速n,轮毂比等参数来改变最佳叶片进口直径，以及改变外径，使轮径比满足要求。也称为轴径比，d由临界转速决定。大的轮毂比会增大进口速度，导致效率和压力都全面下降(见图3-29)。一般在0.25-0.4范围内选择，最好下限。对径向直叶片，在0.35-0.5之间的范围。四)轮盖进口段的曲率要求r7b,越大越好，一般要求r/b,>0.5.由速度系数的定义，知道Kc>1对于提高叶片进口速度的均匀性有好处。固定D0和D1的前提下，改变Kc值的方法有两种：改变叶片进口宽度b1和改变轮毂比d/D2。实验表明：提高b1,减小Kc,但风机性能仍然提高(轮盖倾角的改变对叶轮性能的影响比速度系数更大);但增大轮毂比，导致速度系数Kc减小，而轮盖倾角不变，却恶化了叶轮性能。二叶轮叶片的主要参数叶片是叶轮中最重要的构成部分。叶片有4个主要参数：叶片进、出口安装角度，叶片数目Z和叶片型线叶片出口安装角度的影响已讨论过。一)叶片进口安装角度β故冲角i=β-β;冲角的选择：1具体问题具体分析；2对后弯4.叶片数目Zz少，扩张角过大，分离损失大z大，气流摩擦阻力损失大，效率也会下降，但可以提高滑移系数，提高能力头系数因此有个最佳叶片数的问题，有人建议：(1/1)中1为弦长，t栅距，取值有人建议2.2-2.85,有人说2.5-4.0叶片数目过多，有时导致进口阻塞严重，这时可以采用长短叶片。短叶片工作面与长叶片非工作面直接的通道内流动较差，将短叶片前移1/8栅距(即减小不好的通道的空间),可改善级的性能。5.叶片型线可以按给定载荷法设计，一般常说加载法设计的效果好，但是它可能恶化后续元件的进口流动。叶片载荷可以看作是任意半径出叶片工作面和非工作面之间的还有叶片出口削薄。非工作面削薄较好。三叶轮出口处主要参数1叶轮出口相对宽度b,/D,看图3-32,可以看出，相对宽度b,/D,变得很小时，效率下降明显，而大于0.06时，也开始下降。另外，叶片相对宽度对效率没有叶片出口安装角大。2.叶轮外径切割的影响设计压力过大，需要切割叶轮外径降压，对出口安装角度90切割后效率和压力下降没那么明显。角度越大效率和压力下降越明显。第五节半开式、混流式叶轮比闭式的效率低；结构形式：般取D1/D2=0.45-0.70,d/D2=0.20-0.35;2.完全三元叶轮叶片形式：效率高，加工复杂二)混流式叶轮混流大约可替代4级轴流；特点：流量大，效率高；可采用高圆周速度；第四章固定元件固定元件：吸气室、扩压器、弯道、回流器和蜗壳(或典型形式：1)轴向进气的吸气管；2)径向进气的进气管：相当于一个90°圆形弯管；3)双支撑承所采用的径向吸气室：结构紧凑，是多级压缩机中常用结构；4)水平进气所采用的进气室(见图4-1)1)吸气室作用：把气体从进气管道或中间冷却器引向叶轮。2)应满足下列要求：1)保证叶轮进口气流达到设计速度C。,且使得叶轮进口气流尽量均匀；2)尽可能地减少吸气室的流动损失；3)保证叶轮进口气流能沿径向流入叶片，避免叶轮进口气流旋绕b)螺旋通道是从A180到Ak:如蜗壳内的流量分配原则一样，从A₁80到其他的、以Dk为直径的圆的切线与螺旋通道外边界所形成的过流面积，流量从180°开始，按角度等比例减小；c)环形收敛通道是由圆柱面Ak到吸气室出口截面(叶轮进口),也是主要损收敛度Ak/A₀>2.在吸气室的设计中，要注意如下问题D流体在吸气室中流动时，应尽可能按加速的原则来设计吸气室的内壁和导向筋；II)为了保证气流均匀地流入工作轮，应采用导流筋把进气通道分为几个流道，流道数可根据吸气室尺寸加大、加多；II)II)每个流道的截面大小，应与气流流入工作轮的园周包角大小成比例，对于气流路径长、阻力大的流道则作适当IV)导向筋的方向应使气流进入叶轮前的旋绕尽可能小。吸气室进口参数一般为大气条件或由用户给定：管道、阀门所产生的压力损失，一般为1500~3000Pa。吸气室进口流速对流动损失和结构尺寸影响较大，一般为15~45m/s。对高压小流量压缩机或重气体5~15m/s;低中压压缩机Cin=15~45m/s;运输式压缩机Cn=60~120m/s。叶轮进口气体速度C₀的选取原则：固定式：40-80m/s;离心式增压器：80-100m/s;运输式：100-150m/s。4)流动损失与效率4)流动损失与效率吸气室内的流动损失：吸气室内的效率：由能量守恒方程可知因为吸气室内流动属于收敛流动，所以Cin<Co;且流动损失必须为正的，所以，压力下降将更严重。由所以，效率为又因为且另外，如果认为进口速度和损失相对叶轮进口速度Co较小，则效率还可以写成第二节无叶扩压器离心叶轮出口气流速度可高达500m/s,一般也有200~300m/s。对径向直叶片叶轮，叶轮出口速度几乎占叶片耗功的一半；对后弯或强后弯叶轮，则占25%-40%。所以，该动能必须认真回收。扩压器功能：使从叶轮中出来的具有较大速度的气流减速，并使动能有效地转化为压力能。种类或形式：无叶、叶片或直壁形扩压器。无叶扩压器1)形状：两个壁面构成的径向流动空间，壁面可以平行也可以不平行；气体从内径向外径流动，通流面积逐渐扩大，导致速度逐步降低。2)流动规律分析：2)流动规律分析：假设：忽略气体粘性所引起的摩擦影响由流量连续性条件可得扩压器任一半径处的径向速度c,=qm/Ap=qm/πDbp进一步变形，可得：c,D=c,D,=cD即扩压器中气流的径向分速度是半径幂函数，随半径增大而下降。由动量矩守恒定律，得：cr=cr₃=cr.即扩压器中气流的周向分速度也是半径幂函数，随半径增大而下降。所以，气流在扩压器内的流动角度为：即气流按不变的方向角度流动，即按“对数螺旋线流动”。因为角度不变，绝对速度与直径的关系按同样关系下降，即当考虑密度变化时，实际径向速度减小更快，但由于粘性，周向速度也下降更快，所以，流动角度基本还是保持不当扩压器宽度不相等时(一般为变小),还需要根据具体情况分析。对于b较小的情况，粘性影响更大，流动也要再深入分析。3)无叶扩压器主要参数的确定3)无叶扩压器主要参数的确定无叶扩压器的主要参数：进口宽度b₃,出口宽度b₄和直径比D₄/D₃一般取b₃=b₂=b,。如果b,>b₂,可能产生突扩损失。试验表明：b₃明显增大时，级性能严重恶化；但可以大1-2mm,以免气流对扩压器侧壁的撞击；b,<b,有利于加快气流均匀化。选b,>b,气流角度减小，气流流程增长了，摩擦损失增加，效果不好。b₁<b,效果还可以，流程缩短，扩压度减小，可减小分离损失。但收敛度太小也不好，没有扩压效果。推荐b₄与b₃的收敛角度为2°~4°,对气流角度a,小的设计可以取较大值。对于中间级结构，可取D,/D₂=1.551.7。而D₃值的选取以避免叶轮与扩压器相碰和气流过渡为考虑，取1.03-1.12D₂;D₂大时，取下有限的试验表明，无叶扩压器的损失系数在当量扩张角8°时最小。无叶扩压器的当量扩展角为：对于等宽度无叶扩压器，因为气流角度不变，且气流轨迹长为：故无叶扩压器损失的粗糙计算方法为：无叶扩压器的效率4)特点：4)特点：优点：结构简单，造价低，性能曲线平坦，稳定工况范围较宽，高马赫数下，效率较低不明显。但要求气流角度要大于18度，对运输式压缩机也要求要大于12度。缺点：设计点比叶片扩压器效率低；尺寸大。第三节叶片扩压器象离心叶轮似的，在无叶扩压器的环形通道中沿圆周安装叶片，就成为叶片扩压器(静止的圆环形叶栅)。叶片扩压器中，气体运动的气流角度受扩压器中的叶片控制，按扩压器的叶片角度运动；而无叶扩压器的气流角度基本不变。1)性能分析：由于受叶片作用力，动量矩不再守恒。但在叶片扩压器中，连续性方程成立，且为所以，其速度为当气流角度α不断增大时，叶片扩压器内气体速度减小比无叶扩压器更快，扩压速度更大。达到同样扩压程度时所需的尺寸小。(书中例子：若速度减半，用无叶扩压器，外径需增大2倍；对于叶片扩压器，若进口角度20°,出口角度38°,则外径只需要增大1.2倍)2)叶片扩压器主要参数的确定：除b₃、b₄和直径比D₄/D₃外，还有叶片的进出口角度，叶片数目和型D,/D₂=1.081.15,扩压器进口速度大时，可取上限。气体离开叶轮出口后，必须有一定的间隙，以使气流均匀和减速，改善扩压器进口状况。b3也要大点，可进一步减速，减小流动损失。一般希望叶片扩压器进口的Mc₃<0.7~0.8.。进口安装角度a按气体角度a确定。由于增大a和D₄都可以进一步扩压，因此，就有两个参数之间的协调关系。首先，进出口面积之比要求是k=A,/A₃=2.53.0;扩压器的当量扩张角取最优值：扩压器的损失系数在当量扩张角4.8°时最小，其计算公式为：因为气流有保持流动角度方向不变的趋势，所以叶片角度的增大要考虑气流在吸力面的分离，一般推荐α-asa-12°~15°;相应地，叶片扩压器直径比D4/D2,对中间级为1.45~1.55,对末级为0.35~1.45。叶片数目按叶轮的类似思想选择：(1/1)中1为弦长，t栅距。实验结果认为(1/1)取2.0-2.4较好(比叶轮的数值小)。叶片扩压器的叶片数目一般为16~22片，要少于动叶轮的数目，以防止喘振。同时也不应与叶轮叶片数目相等或成倍数，以避免共振。叶片形式多采用单圆弧，板式或机翼式叶片。3)特点：优点：扩压程度大，尺寸小；设计点效率高，特别是进口气流角度小的时候，效果更加明显，可比无叶扩压器高3-5%。缺点：变工况效率低；变工况时易首先发生流动分离，引发喘振；稳定工况范围窄；Ma高时，损失较大。4)其他叶片扩压器：直壁形扩压器或楔形扩压器，它们的效率虽然有一定改善，但加工太麻烦。第四节弯道和回流器弯道内无叶片时，气体在弯道内依然遵守动量守恒和流量守恒定律。一般D₄=Ds,从动量守恒可知，C₄u=Csu,但对于径向流动而言，由于离心运动，5-5截面的Cr速度将不均匀，这导致平均的a会增大，另外由于粘性作用，5-5截面的圆周速度也会进一步减小，所以a进一步增大。某些试验表明，无叶扩压器后，α增大了8度，叶片扩压器后，α增改进的方法是：从4到5截面略为收敛一点；但如果流道宽度偏窄，也可以略微增大。作用：通过叶片使气流按90度方向进入下一级，为了考虑回流器后面的气流角度的落后角度，可使回流器再增大5-7度。回流器叶片中线一般是圆弧形的，为等厚度或变厚度圆弧叶片；对等厚度叶片，通道宽度逐渐向内径方向增大。流动一般不扩压(因为是铸造成型，表面粗糙),且速度变化要均匀。要考虑叶片阻塞影响，叶片数目一般为12-18。弯道和回流器损失也不小，与扩压器中相当，这是因为其损失系数较大，所以，也是可以改进的地方。第五节蜗壳(排气室)作用：收集气体，引出到排气管或冷却器中。1)基本假设：a.蜗壳内气体的动量矩保持不变；b.蜗壳进口的气流沿圆周均匀，因此其流量流量沿进口圆周按比例增加，以下按通风机蜗壳的方式讲解(公式简单，可突出基本原理)按基本假设，蜗壳各不同截面上所流过的流量e。与该截面和蜗壳起始截面之间形成夹角成正比。即气流进入蜗壳后，动量矩保持不变2)蜗壳内壁型线：假设蜗壳为等宽度蜗壳，宽度为B。此时，流过蜗壳各个界面的流量应该为此式表明：蜗壳内壁型线为一条对数螺旋线。对于偏心的矩形蜗壳，可取c'=(0.65～0.75)C。对其他形状蜗壳，可按实际情况积分计算(参考书中内容)。实验表明，蜗壳截面形状对流动性能的好坏影响不大，但不对称蜗壳的效率较高。在离心压缩机的设计中，采用模化法是最可靠和迅速的设计方法。模化法是根据相似原理，选择一台性能好的压缩机，经过模化放大缩小来设计新的压缩机。另外，当受到试验条件的某些限制，同样可以运用相似原理，对模型机进行实验测试，然后通过性能换算的方法，换算到样机设计条件下的性能。第一节相似理论及离心压缩机相似条件一、相似原理相似理论指出，在两物理现象中，如果对应点上同一物理量的比值均保持为常数，则两物理现象相似。要保持相似流动，必须保持几何相似、运动相似、动力相似和热力相似。由于离心压缩机中工质温度不高，热交换可以省略，因此可以不考虑热力相似问题，而只需要考虑几何相似、运动相似和动力相似三个条件。一)几何相似几何相似意味着实物和模型压缩机各对应长度之比相等，对应角度相等，即几何图形相似。这是保持两台压缩机流动相似的先决条件。严格的讲，实物和模型机的表面相对粗糙度也应相等，但实际比较难实现，粗超度的影响一般也不严重，因此忽略其影响，或通过修正方法对此进行考虑。以下用下角标“M”表示模型压缩机，则对于几何相似条件，要求满足下列公式：β=βAM,β₂A=β₂AM,α3A=α3AM,α4A=α4AM二)运动相似运动相似即要求实物与模型压缩机在对应点上的速度三角形相似，即要保证其速度方向相同、大小成比例。在几何相似的前提下，运动相似可以用叶轮进口速度三角形相似代表。如果叶轮进口处预旋c=0,则c,=c,这时只要保持流量系数。=相等，则进口速度三角形相似。如果c≠0,这时除保持流量系数。=外，还要保持β₁=β,α,=αM(5-2b)三)动力相似动力相似是指实物与模型压缩机流场中，对应点上同名力(或同性质的力)的方向相同、大小成比例，且比值为常数，即离心压缩机中，几何相似是运动相似和动力相似的前提和依据，动力相似是决定流动相似的主导因素，而运动相似则是几何相似和动二、离心压缩机中的动力相似条件在离心压缩机中，气体微团受到的作用力主要有惯性力、粘性摩擦力、压力、弹性力和重力等。压缩机中，重力的作用比其他力的影响要小很多，可以忽略不计。因此，对剩余的力进行分析，就可以得到满足动力相似的基本条件。从公式(5-3)可见，实物压缩机流场中的各种力与其自身的惯性力相比，其值应该等于模型机流场中对应的力与其惯性力的比值。按量纲分析，流体微团的惯性力、粘性摩擦力、压力、弹性力可表示如惯性力：(此处a是加速度)弹性力：F=E、AxE、L²因为对于理想绝热压缩气体而言，其体积弹性模量为：又理想气体的绝热压缩过程上式中，L为特征尺寸，V为特征速度。为了方便，我们对实物与模型机中的流体微团的惯性力与其本身各种力进行对比、计算。得到如下公式：一)雷诺数(Re数)二)马赫数(Ma数),所以：三)欧拉数(Eu数)若对欧拉数乘上绝热指数k,可得下列公式：从公式(5-4)到(5-6)可以看到，如保证Re数、马赫数(Ma)和气体绝热指数x相等，则欧拉数(Eu)也可以保持相等。由于离心压缩机中工质温度不高，热交换可以省略，因此可以不考虑热力相似问题，所以，不考虑普朗特数(Pr)、傅里叶数(Fo)和努塞尔特数(Nu)等反映传热过程的相似准则。另外，由于反映非定常运动的斯特罗哈尔数(Strouhalnumber,St=v*t/1)不如前述无量纲数影响大，也一般不予考虑；此外，目前还没有反映湍流度的决定性准则，故湍流度的影响也没有考虑。三、压缩机相似的条件因此，综上所述，主要决定实物和模型压缩机流动相似的条件为：1)几何相似；2)进口速度三角形相似，即流量系数相等，且绝对进气角度相等；(运动相似)3)表征粘性影响的准则数Re数相等；4)表征可压缩性影响的准则数Ma数相等；5)绝热指数x相等。在离心压缩机中，反映可压缩性对流动影响的相似准则为Ma数，要保持实物与模型压缩机流动相似，必须保持Ma数相等。另外，从Re数同时相等几乎是不可能的，除非实物与模型几何尺寸完全相同，工质和进口流动条件都相同才可以。然后根据Re数的试验值进行修正。数大于临界值Re时，这时Ma数和Re数都对流动特性影响很小，可以认为模型与实物中的流动已进入自动模化中，为使用方便，我们通常选用机器雷诺数来表示Re的大压缩机用于抽真空时的Ma数和Re数的关系及对性能的影响：当压缩机用于抽真空时其进口密度。很小，而动力粘性系数μ基本不变，因此进口处的Re数会小于临界值Re,而Re数低时易引起层流附面层的分离，损失将增大，因此抽真空时压缩机性能会下降，故应增大压比的裕量。第二节压缩机的相似工况计算方法和表示性能曲线的组合参数当实物压缩机与模型压缩机之间满足了几何相似(公式(5-1))、进气条件相似(公式(5-2))、各对应马赫数相等以及绝热等熵指数相等的条件下，两压缩机的相似工况点的性能参数之间存在如下关一)流量系数。和体积流量q:又因为(运动相似φ₁=中)故得(5-7a)另外a=α,由体积流量关系知q=c,A,qw=cA,可得或公式(5-7)是压缩机流动相似的必要条件之一。有二)转速关系：因Maz=Ma,有则公式(5-8)是压缩机流动相似的必要条件之一。三)质量流量q公式(5-9)也是压缩机流动相似的必要条件之一。如果令故温度之比。变换形式，有即两压缩机各对应点温度之比相等。二)压比ε=P₂/p由连续方程和状态方程peA=P₁e,A₁=P₂C₂A₂,得又三)多变效率由所以又利用所以n=7m=m四)绝热(等熵)效率由多变效率与绝热(等熵)效率之间的关五)能量头系数根据等熵能量头关系式：又ε=ε,所以(5-15)六)功率关系第三节用组合参数表示的无量纲性能曲线在给定的进口温度和压力下，通过试验可得到压缩机流量与压因此，如用流量系数。和马赫数Ma₂,或他们的等价参数来表示c=f₂(φ,Maz)所以这种性能曲线可用于大小不同的相似压缩机，相应的性能曲线见二、同一台压缩机的相似工况因为u₂=πD₂n/60,则(注意，这里忽略了直径D₂的影响)可以用来代替。又因为所代替。所故性能曲线关系式有以下表其实，通过第二小节中总结的公式，可以更方便的看到用组合参由转速关系公式(5-8)变形可得，新机器与原型(模型)机与机器马赫数Ma相对应的组合参数之间关系如下：由公式(5-7a)变形得，新机器和原型(模型)机与叶轮叶道进口流量系数。相对应的组合参数之间关系如已知原型(模型)机组合参数表示的性能曲线时，只要用同的相似工况下的性能换算，K,=1。图5.3压缩机通用性能曲线 如上图5.3通用性能曲线，表述了同一台压缩机在不同。/JRT。下，离心压缩机压比。和多变效率，随流量组合参数q/√RT的变化趋这种通用性能曲线主要用于模化设计和同一台压缩机不同工况下的性能换算。三、比转速转速是压缩机设计中的重要参数。转速的影响在能量头系数和流量系数中已经隐含的表现出来，但如何能显式的体现出它的影响?例如对于同样的设计要求，可以通过高转速、低能量头系数和宽叶轮满足要求，也可以采用低转速、高能量头系数和窄叶轮实现设计，但是这两种叶轮的性能曲线特点和最高效率肯定不同。以下讨论如何显式地表现出转速的影响。我们已知能量头系数的表达式为：下面以多变能量头系数为例，则对于相似压缩机，相似工况点的能量头系数相等同理，相似工况点的流量系数的也相等，即将(5-23)得到直径比：将该直径比代入(5-24)式，得到：将模型机和实物的量归纳到一起，可得比转速是压缩机相似的必要条件，但不是充分条件。比转速只适用于单级，不适用于整机；且比转速是叶轮形式的直第四节相似模化设计相似模化方法具有设计简单、性能可靠的优点，因此在设计新的离心压缩机时，经常采用这种方法。如果掌握了大量的单独级、级组或整机的原型试验数据，并且在较宽的马赫数Ma范围内知道它们的性能曲线，那么利用相似模化的方法设计新的机器是很方便的。设计新机器通常需要知道进口条件p、T、气体常数R和定熵指数k,另外需要给定设计压比ε和流量q(或q)。为了正确合理地使用原型机器的性能曲线，必须满足下列条件：1)根据相似条件。=82)在模型机上找出满足设计压比。的设计工况点，这个工况点应有足够高的效率，并远离喘振线。4)按效率、温比和其他无因次量曲线，获得模化设计的压缩机的多变效率和其他参数等等。相似设计方法的主要任务在于确定比例常数、圆周速度u、转速n、以及气动性能计算。原型机器设计工况点是给出的，如进口温度、压力、体积流量等。根据模型机的实验数据，可按下式求出比例常数k,、u、n和N。实物与模型压缩机的尺度比：实物压缩机的线速度：实物压缩机的设计转速：实物压缩机的功率：实物压缩机的性能曲线也可以通过相似公式换算得到。对于带有中冷器的压缩机，如果各段进口温度保持相同，则各段的进出口温比仍然保持一样，所以，实物和模型压缩机可以直接模化(见书中证明)。其他情况只要严格按照模化公式和原理进行模化设计即可。第六节性能换算在做模型机实验时，一定要注意需要机器马赫数M₂相等。如果对于有中冷器的压缩机，还需要满足温比条件等附加要求。如果一般而言，实验台需要通过调整模型机转速满足实物压缩机设计性能的要求。主要有定熵指数指数K相同，但是Mu不同的，这个可以看图6-2(p113),了解机器马赫数Ma对性能的影响。具体换算公式自学!!!第六章离心压缩机的性能曲线和调节第一节离心压缩机的性能曲线压缩机整机的性能曲线与级的性能曲线有大致类似的形状，一般有功率-流量、压力流量、效率流量三条曲线。典型的性能曲线图可见图6-1和图6-2。效率和压力的曲线形状不用再详细说明。对于功率曲线，从总功的角度看，大约是体积流量的二次函数，二次曲线开口向下还是向上取决于出口叶片安装角度。对于变转速压缩机，对应每条曲线，都有一套性能曲线(图6-3),另外，还有等效率线的表现方式(图6-4)。图6-3和6-4中，每个转速下的压力-流量曲线的左端点，为性能曲线的喘振点，压缩机只能在大于喘振流量的大流量范围内工作；曲线的右端点为阻塞工况点，压缩机在大于该点流量下工作，压比小于1或显著降低。或k。=(Qm-em)/g来表示风机稳定工况范围的大小。将不同转速下的性能曲线的喘振点连接成曲线，就构成了压缩机的喘振线。还有用无量纲参数表示的性能曲线。但都是以流量或流量系数为横坐标。一一、级数对压缩机性能曲线的影响以一个两级压缩机为例讨论级数对性能曲线的影响，假定两个性能曲线完全相同。对于更多级的影响，可从讨论结论中看出变化的趋因为通过两级的质量流量相等，可见，第二级的进口体积流量变小。结论1:相同性能的两个级构成的两级压缩机，其总的进口体积流量将受到最小进口流量较大的那个级的限制，即e会增大。下面用组合参数来讨论这个问题：我们知道，气体经过第一级叶轮后，一定有较明显温升，但如果损失过大，压比ε会等于或小于1,,可知此时m会趋于小于1的数。另外，组合参数的流量表示方法为：将第一级和第二级的组合流量比较，可以看到：当压缩机效率高的时候，多变指数m接近1.4。假设m=1.4,则,所以，∴正常情况下，第一级的,也就是第一级进口组合流量大。如此，则第一级取较大的组合流量时，第二级的组合流量可能已经很小了。所以，相同性能的两个级构成的两级压缩机，其总的进口体积流量将受到最小进口流量较大的那个级的限制，即会增大。(结论1)但另一个方面，当。很大，此时ε很小，但温升可能较大，即所以，第二级的变大，∴第二级首先达到阻塞工况。综上所述，两级压缩级间中，第二级首先达到喘振流量或达到阻塞流量，所以由于多级效应，整机压缩机最小流量变大，而最大流量会变小一点，所以压缩机稳定工况变窄。二、转速变化对压缩机性能曲线的影响对压缩机，转速增加，则前面级的加功能力大增，∴后面级的容积流量比设计值更明显偏小，所以后面级易进入喘振工况；如果为了满足后面级的流量要求而增大前面级的流量，则前面级因为M增大，易进入阻塞工况。另外，气流马赫数增大，流量偏离设计值时，就会使得损失大大增大，也使得性能曲线变陡。从另外一个方面看，如果降低转速，则小流量时，压缩机做功能力可能与设计转速的能力相同，对于第二级而言，刚好是其设计流量，进一步降低流量，直到前面级发生喘振，第二级的流量还比较大，所以，当转速下降时，前第一级容易发生喘振现象；当第一级流量大于设计流量，则因为其加功能力大降，所以，第二级的流量将大于其设计流量，进一步增大流量，则第二级容易先进入阻塞工况。三、中间冷却对压缩机性能曲线的影响经过中间冷却，容积流量变得更小，后面级更容易进入喘振工况。所以，多段情况下，即使第一级进口流量变化不大，也会引起末段体积流量相当大的变化，超出喘振和阻塞边界。段数越多，这种现象越严重。总之，多级压缩机的稳定工况范围变窄，且主要取决于最后几级。因此，为了扩大整机的稳定工况范围，应尽量设法使后面级的性能曲线平坦些。如后面级采用出口角度较小的工作轮。第二节压缩机与管网联合工作一、管网及其性能曲线与压缩机联合工作的送风系统，简称管网。压缩机与管网的工作方式常见有压气机向管网送气，压气机工作在管网中间。气体通过管网时所克服的阻力(即压力损失)与其流量的关系称网系统：1.简单管网系统的性能曲线，一般配由管道和冷却阀门组成，即：P=AQ²2.复杂的管网系统的性能曲线，具有贮气器的管网系统或压气机向液体内部注入气体，其性能曲线为：P=Pr+AQ²二二、压缩机与管网的联合工作联合工作的工况点的确定以及变化：1.把压缩机的性能曲线和管网性能曲线画在一起，横坐标表示质量流量Qm,纵坐标表示压力，则两条曲线的交点即为风机与管网的平衡工作点。2.工况点的改变可以通过改变管网性能，也可以通过管网性能曲线获得。三、压缩机与管网联合工作的平衡点的稳定性1.具有负反馈的风机与管网系统联合的工作状态是稳定的。△P=Pa-P<0,∴Q要减小。流量减小，产生的压差△P>0,∴Q要增大。即平衡点位于压缩机性能曲线的右支时，平衡工况点是稳定的。2.平衡工况点位于压缩机性能曲线的左支时的情况如图1-31,流量由g→Q,